Обґрунтування, розрахунок та вибір посадок типових з’єднань деталей машин

 

     Складання під пресом – найбільш відомий і простий процес, який застосовують переважно при відносно невеликих натягах. Недоліками способу є нерівномірність пошкодження, потреба в потужних пресах.

      Складання способом термічного деформування проводиться як при відносно великих, так і при відносно малих натягах. Якість з’єднання достатньо висока за рахунок зменшення пошкодження деталей.

      Комбінований спосіб з’єднання ( нагрівання отвору і охолодження вала ) застосовують у тому випадку, коли одного нагрівання чи охолодження недостатньо.

      При використанні  останніх двох способів нагрівання  деталей ( отворів ) проводиться  в печах.

      Для одержання  нерухомих з’єднань з охолодженням  вала до низької температури  застосовують джерела холоду: вуглекислотну  ( температура випаровування –  78,5 °С ), рідинне повітря, кисень ( температура випаровування – 183-195 °С ), рідинний азот ( температура випаровування – 195,8 °С ).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Обґрунтування і призначення посадок перехідного  характеру по граничному значенню зазору (Smax), та розрахунок ймовірності

забезпечення  зазору - натягу

      Перехідні  посадки використовують у тих  випадках, коли потрібно забезпечити  добре центрування у з’єднанні і легке розбирання експлуатації.

      Натяги  в перехідних посадках відносно  малі, тому, як правило, не потрібно  перевіряти деталь на міцність. Зазори в перехідних посадках  також відносно малі. Таким чином,  перехідні посадки характеризуються  або зазором, або натягом. 

     Таким чином, перехідні посадки займають проміжне положення між рухомими ( зазор ) і нерухомими ( натяг ) посадками. Жодна з цих посадок не гарантує нерухомість з’єднання. Для забезпечення передачі крутного моменту і нерухомості з’єднання в цих посадках застосовують шпонки, гвинти та інше кріплення.

      При застосуванні  перехідних посадок являє інтерес  виявлення практичних граничних  ( ймовірних ) зазорів і натягів  замість теоретичних, табличних.  Розрахунок практичних граничних  зазорів і натягів оснований  на положеннях теорії ймовірності.

   1. Отже, мені потрібно вибрати посадку в якій Smax = 8 мкм.  
                                                     Ø 102

Саме ця посадка задовольняє  дану умову.

N_min = ei – ES = 0,013 - 0,004 = 0, 009 мм; S= N=0,008 мм; Цим задовольняються початкова умова, де S _max ≈ S _{max ст} = 0.008 мм.

N_max = es – EI = 0,035 + 0.018 = 0.053 мм.

N_сер =     0.031 мм.

  2. Визначаю значення середнього квадратичного відхилення натягу:

= = 0,005 мм або 5 мкм.

   3. Визначаю границі інтегрування

z = = 10,3;

 

     4. Знаходимо значення межі інтегрування  функції:

Ф( z ) = Ф( 10,3 ) =  0, 499;

     5.Знаходимо ймовірність одержання натягу та зазору:

Натяг: P_N= 0,5 + Ф( z ), при z > 0;

            P'_N= 0, 5 + 0, 499 = 0, 999;   P_N = 99% ймовірності натягу;

Зазор: P'_S= 0,5 - Ф( z ), при z > 0;

            P'_S= 0, 5 - 0, 499 = 0, 001;  P'_S  = 0,001% ймовірності зазору.

Крива нормального розподілу ймовірності  виникнення зазору - натягу

7. Призначаю засоби вимірювання орієнтуючись на конструктивні особливості деталей, метрологічні та економічні показники та користуючись ГОСТ 8.051-81. Результати заношу в таблицю 3.

Таблиця 3. Засоби вимірювання для контролю деталей з’єднання

Назва деталі, її номінальний розмір, поле допуску	Величина допуску деталі IT, мм	Допустима похибка вимірювання  ±δ, мкм	Назва засобу вимірювання	Границі вимірювань, мм	Граничні похибки інструменту  Δlim, мкм
Отвір	0,014	4,0	Нутромір індикаторний	80-120	5,5
Вал	0,022	6,0	Мікрометр підвищеної точності	80-120	7,0

 

Розрахунок  та вибір посадок для з’єднань із підшипниками кочення

    Підшипники кочення – найбільш поширені стандартні складові одиниці.

Вони мають повну зовнішню взаємозамінність по приєднувальних поверхнях, які визначаються зовнішнім діаметром D зовнішнього кільця і внутрішнім діаметром d внутрішнього кільця. Встановлено п’ять класів точності підшипників, які позначаються 0; 6; 5; 4; 2. Для більшості механізмів, машин загального призначення ( трактори, автомобілі… ) застосовують підшипники класу точності 0. Підшипники вищих класів точності застосовують при великих частотах обертання і у випадках, коли потрібна висока точність обертання вала.

     Для скорочення  номенклатури підшипники виготовляють з відхиленням розмірів внутрішнього і зовнішнього діаметрів, які не залежать від посадки, за якою їх будуть монтувати. Для усіх класів точності верхнє відхилення приєднувальних діаметрів дорівнює нулю.

     Для нормальної  роботи підшипника потрібно, щоб  між кільцями і тілами  був  зазор.

     При виготовленні  підшипника застосовують початковий  зазор, розмір якого точно регламентується.  Після посадки підшипника на  вал і в корпус початковий  зазор зменшується, як правило,  внаслідок деформації внутрішнього  кільця після запресування його  на вал.

     Посадки підшипника  кочення на вал і в корпус  вибирають залежно від типу  і розміру підшипника, умов його  експлуатації, значення характеру  навантажень, що діють на нього,  а також навантажень кілець.

     Розрізняють  три види основних навантажень  на підшипники.

     При місцевому навантаженні кільця радіальне навантаження постійного напрямку сприймається обмеженою ділянкою доріжки кочення.

     При циркуляційному навантаженні кільця радіальне навантаження сприймається послідовно усім колом доріжки кочення. Таке навантаження існує у підшипниках редукторів, коробок передач тракторів і автомобілів.

     Коливальним навантаженням називають такий вид навантаження, при якому рівнодійна навантаження постійного напрямку і обертового навантаження не робить повного оберту, а коливається в певних межах. Прикладом є навантаження шарикопідшипників колінчастих валів пускових двигунів. Такий вид навантаження є проміжним між місцевим і циркуляційним.

 

 

      Посадка  циркуляційного навантаженого кільця  визначається за інтенсивністю  радіального навантаження.

P_R = K_n·  K₁·  K₂ ,

де  – постійне за напрямком радіальне навантаження, кН/м²;

 – ширина кільця підшипника , м;

 – радіус закруглення фаски кільця, м;

K_n – динамічний коефіцієнт посадки, який залежить від навантаження ( при перенавантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації K_n = 1, при перенавантаженні до 300%, сильних поштовхах і вібрації K_n = 1, 8 );

K₁ – коефіцієнт, який враховує ступінь послаблення посадочного натягу при порожнистому валі і тонкостінному корпусі ( для вала порожнистого K₁ = 1-3; суцільного - K₁ = 1, для корпуса K₁ = 1 - 1, 8);

K₂ – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між рядами роликів у дворядних конічних роликопідшипниках чи між подвоєними шарикопідшипниками за наявності осьового навантаження на опору ( K₂ = 1-2; за відсутності осьового навантаження K₂ = 1 ).

       Визначення  зусилля запресовки здійснюється  за формулою:

Р_запр = 10 · N_max · f_k · f_e , Н,

де N_max – найбільший натяг у з’єднанні “ підшипник -  вал ”, мкм;

f_k – коефіцієнт,  який залежить від тертя;

       f_k = 4 – при запресуванні;

       f_k = 6 – при ви пресуванні.

f_e – коефіцієнт, який залежить від розмірів кільця

f_e = B

де d₀ – приведений зовнішній діаметр внутрішнього кільця, мм;

d₀ = d +

    1. Розраховую циркуляційне навантаження кільця підшипника.

P_R = 1·  1,2·  1 ≈  390 кН/м

     2. Знаходжу N_minр = = = 8,45 мкм.

  - для важкої серії становить 2,0;

N_min = (0.08 + 0.015 Δt)

Δt = t_p° - t_{навк. сер}° = 75 – 20 = 55

 

N_min = (0.08 + 32 · 0.015 · 55) = 28,6.

      3. Призначаю посадки за умови N_{min ст} ≥ N_minр

      Відхилення для внутрішнього кільця вибираю за стандартом залежно від його діаметра. Таким чином, для з’єднання «внутрішнє кільце – вал» вибрані поля допусків і відхили:

внутрішнє кільце Ø 35      вал Ø 35 m6

Посадка Ø 35 . Посадка вибрана правильно, адже N_{min ст} = ei – ES = 9 мкм.

        Розглянемо з’єднання «отвір в корпусі – зовнішнє кільце», яке навантажене місцево.

Отвір у корпусі Ø 80 Н7   Зовнішнє кільце Ø 80 l0

Посадка Ø 80    Перевіряю посадку за умови N_{mах ст} ≤ N_{доп.нат}

N_{доп.нат} =   = ≈ 48 мкм.

= 4 ·10⁶ кПа

Посадка вибрана правильно.

Перевірка посадки за умови  забезпечення робочого зазору

S_роб = S_поч – Δd (ΔD)

S_поч = 0,5 (S_max + S_min) = 0,5 · 38 = 19 мкм

Δd  = = = 0,3

ΔD = = = 0,5

Ng = 0, 85

= + = 35 +   = 46,25 мм.

= + = 68,75 мм

S_роб = 19 – 0,3 = 18,7 мкм

S_роб = 19 – 0,5 = 18,5 мкм.

         4. Визначаю зусилля, які необхідні для запресування і випресування підшипника.

Р_запр = 10 · N_max · f_k · f_e , Н,                         f_e = 21 = 9,2

Р_запр = 10 · 0,163 · 4 · 9,2 =60 кН              Р_випр = 10 · 0,163 · 6 · 9,2 = 90 кН.

Вибір та призначення  посадок для шпонкових і шліцьових  з’єднання

          Шпонки – це з’єднувальна ланка між деталями, що обертаються – шківами, зірочками, шестернями і валом. Основне призначення шпонкових з’єднань – передача крутного моменту. З усього різноманіття конструкцій шпонкових з’єднань в автотракторному та сільськогосподарському машинобудуванні найбільше розповсюдженні призматичні і сегментні шпонки.

          Для диференційованого контролю  розмірів деталей шпонкового  з’єднання можна використовувати універсальні засоби вимірювання, однак це вимагає великих затрат часу. Тому на заводах автотракторного та сільськогосподарського машинобудування деталі шпонкових з’єднань контролюють за допомогою граничних калібрів.

          Шліцьові з’єднання, не дивлячись на більшу складну технологію виготовлення у порівнянні з шпонковими, знаходять все більше широке застосування. Це пояснюється наступними перевагами: більш рівномірне розподілення навантаження по висоті зуба; краще центрування і направлення посаджених на вал деталей; менша концентрація напружень, що дозволяє при однакових габаритах передавати більш крутний момент.

          Залежно від призначення умов  роботи, конструктивних особливостей  використовують три види шліцьових  з’єднань, що відрізняються профілем зубів: прямо бічні, шліцьові евольвентні з кутом профілю 30° і трикутні.

          Найбільш розповсюджені шліцьові  з’єднання з прямо бічним профілем і парною кількістю зубів.

          Шліцьові з’єднання можуть бути рухомими, коли втулка переміщується уздовж вала ( шестерні коробок передач, роздавальних коробок, муфт, що включають і виключають ), і нерухомими, коли втулка в процесі роботи не повинна переміщуватися по валу.

          а) шпонкові з’єднання: для з’єднання шестерні з валом d = 35 мм, вибираю тип з’єднання шпонки,  а також посадки по спряжених розмірах, накреслюю схему розташування полів допусків і розраховую граничні зазори і натяги. Натяг потрібний для того, щоб шпонка не переміщалася при експлуатації, зазор – для компенсації неминучих неточностей пазів і їх прекосу.

          Шпонка, яка підходить для мого валу, має розміри: b x h – 7 х 7 мм.

( ГОСТ 23360 - 78 )

 

 

 

           Для серійного і масового виробництва  приймаю нормальне з’єднання шпонки з пазами по ширині: вал – Н9, втулка D9. Поле допуску по ширині шпонки для будь-якого з’єднання становить h9.

          Вибираю граничні відхилення  розмірів по ширині шпонки: 7 h9 Вибираю граничні відхилення розмірів по ширині пазів: вал – 7  N9 , втулка – 7 Js9 .

 

1. Поле допуску паз  – вал; 2. Шпонка; 3.  Паз – втулка.

Розраховую граничні зазори і натяги для з’єднань.

Вал – шпонка:

 

 

Втулка – шпонка:     
    

       Кінцеві розміри деталей з’єднання по висоті паза втулки і глибині паза вала, параметри посадок вибираю в залежності з ГОСТ 23360 - 78 .

 

 

        Методи і засоби контролю з’єднання деталей . Ширину пазів вала і втулки перевіряють пластинами, що мають прохідну і непрохідну сторони. Розмір від утворювальної циліндричної поверхні втулки до дна паза ( D_n + t² ) контролюють пробкою зі ступінчастим виступом. Глибину паза вала t₁ перевіряють кінцевими калібрами, що мають стрижень з прохідною і непрохідною ступенями. Симетричність розташування паза відносно осьової площини перевіряють у втулки з пробкою з шпонкою, а у вала – накладною призмою з контрольним стрижнем.